《帶式傳送機減速器的高級齒輪傳動設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《帶式傳送機減速器的高級齒輪傳動設計（21頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、論文 目錄 摘要………………………………………………………2 正文………………………………………………………3 一、傳動方案擬定…………………………………………3 二、電動機的選擇…………………………………………3 三、計算齒輪總傳動比及分配各級的傳動比…………………4 四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算……………………………4 五、傳動零件和齒輪的設計計算…………………………………5 六、軸的設計計算…………………………………………9 七、滾動軸承的選擇及校核計算…………………………13 八、鍵聯(lián)接的選擇及計算…………………………

2、………15 謝辭………………………………………………………………16 參考文獻…………………………………………………………16 附件………………………………………………………………18 摘要 齒輪傳動是應用極為廣泛和特別重要的一種機械傳動形式，它可以用來在空間的任意軸之間傳遞運動和動力，目前齒輪傳動裝置正逐步向小型化，高速化，低噪聲，高可靠性和硬齒面技術方向發(fā)展，齒輪傳動具有傳動平穩(wěn)可靠，傳動效率高（一般可以達到94%以上，精度較高的圓柱齒輪副可以達到99%），傳遞功率范圍廣（可以從儀表中齒輪微小功率的傳動到大型動力機械幾萬千瓦功率的傳動）速度范圍

3、廣（齒輪的圓周速度可以從0.1m/s到200m/s或更高，轉(zhuǎn)速可以從1r/min到20000r/min或更高），結(jié)構緊湊，維護方便等優(yōu)點。因此，它在各種機械設備和儀器儀表。 關鍵詞：鍵 軸 嚙合 直齒圓柱齒輪 減速器 Abstract Gear is the application of a wide range of important and special form of a mechanical transmission, which can be used to the arbitrary axis in the space between the mo

4、vement and power transmission, gear device is gradually to the small, high-speed, low noise, high reliability Hardened and technical direction of transmission gear is smooth and reliable, high transmission efficiency (generally above 94% can be achieved, the higher the accuracy of cylindrical gear c

5、an be achieved 99%), a wide range of power transmission (gear can be Instrument Micro power transmission to large-scale power plant tens of thousands of kilowatts of power transmission) wide speed range (the circumferential speed gear from 0.1 m / s to 200 m / s or higher, speed can be an r / min

6、 to 20000 r / min or higher ), compact structure, the advantages of easy maintenance. Therefore, in the machinery and equipment and instrumentation. KEY WORD：Key Shaft Smesh Spur Gear Reducer 帶式傳送機減速器的高級齒輪傳動設計的優(yōu)點 1.承載能力高，尺寸緊湊。 2.傳動效率高，一對潤滑加工良好的圓柱齒輪傳動，效率可達99%。 3.使用壽命長，可靠性高。 4

7、.理論上可以保持瞬時傳動比恒定。 5.適用范圍廣，傳遞功率和圓周速度范圍很大。 正文 一、傳動方案擬定 設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動 （一）工作條件：使用年限8年，工作為二班工作制，載荷平穩(wěn)，環(huán)境清潔。 （二）原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F=1000N；帶速V=2.0m/s；滾筒直徑D=500mm；滾筒長度L=500mm。 二、電動機選擇 （一）電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機 （二）電動機功率選擇： 1．傳動裝置的總功率： η總=η帶η2軸承η齒輪η聯(lián)軸器η滾筒 =0.960.9820.970.990.96 =0.85 2．電機所需的工作功率： P工作=F

8、V/1000η總 =10002/10000.8412 =2.4KW （三）確定電動機轉(zhuǎn)速： 計算滾筒工作轉(zhuǎn)速： n筒=601000V/πD =6010002.0/π50 =76.43r/min 按手冊P7表1推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍I’a=3~6。取V帶傳動比I’1=2~4，則總傳動比理時范圍為I’a=6~24。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為n’d=I’an n筒=（6~24）76.43=459~1834r/min 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750、1000、和1500r/min。 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號：因此有

9、三種傳支比方案：如指導書P15頁第一表。綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2方案比較適合，則選n=1000r/min。 （四）確定電動機型號 根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速，選定電動機型號為Y132S-6。 其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉(zhuǎn)速960r/min，額定轉(zhuǎn)矩2.0。質(zhì)量63kg。 三、計算總傳動比及分配各級的傳動比 （一）總傳動比：i總=n電動/n筒=960/76.4=12.57 （二）分配各級傳動比 1.據(jù)指導書P7表1，取齒輪i齒輪=6（單級減速器i=3~6合理） 2．∵i總=i齒輪I帶 ∴i帶=i總

10、/i齒輪=12.57/6=2.095 四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算 （一）計算各軸轉(zhuǎn)速（r/min） nI=n電機=960r/min，nII=nI/i帶=960/2.095=458.2(r/min) nIII=nII/i齒輪=458.2/6=76.4(r/min) （二）計算各軸的功率（KW） PI=P工作=2.4KW，PII=PIη帶=2.40.96=2.304KW PIII=PIIη軸承η齒輪=2.3040.980.96 =2.168KW （三）計算各軸扭矩（Nmm） TI=9.55106PI/nI=9.551062.4/960 =23

11、875Nmm TII=9.55106PII/nII =9.551062.304/458.2 =48020.9Nmm TIII=9.55106PIII/nIII=9.551062.168/76.4 =271000Nmm 五、傳動零件和齒輪的設計計算 （一）皮帶輪傳動的設計計算 1．選擇普通V帶截型 由課本P83表5-9得：kA=1.2，PC=KAP=1.23=3.9KW 由課本P82圖5-10得：選用A型V帶 2．確定帶輪基準直徑，并驗算帶速 由課本圖5-10得，推薦的小帶輪基準直徑為：75~100mm則取dd1=100mm>dmin=75 dd2=n1/n2

12、dd1=960/458.2100=209.5mm 由課本P74表5-4，取dd2=200mm 實際從動輪轉(zhuǎn)速n2’=n1dd1/dd2=960100/200 =480r/min 轉(zhuǎn)速誤差為：n2-n2’/n2=458.2-480/458.2 =-0.048<0.05(允許) 帶速V：V=πdd1n1/601000 =π100960/601000 =5.03m/s 在5~25m/s范圍內(nèi)，帶速合適。 3．確定帶長和中心矩 根據(jù)課本P84式（5-14）得 0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(d

13、d1+dd2) 0. 7(100+200)≤a0≤2(100+200) 所以有：210mm≤a0≤600mm 由課本P84式（5-15）得： L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0 =2500+1.57(100+200)+(200-100)2/4500 =1476mm 根據(jù)課本P71表（5-2）取Ld=1400mm 根據(jù)課本P84式（5-16）得： a≈a0+Ld-L0/2=500+1400-1476/2 =500-38 =462mm 4．驗算小帶輪包角 α1=1800-dd2-dd1/

14、a57.30 =1800-200-100/46257.30 =1800-12.40 =167.60>1200（適用） 5．確定帶的根數(shù) 根據(jù)課本P78表（5-5）P1=0.95KW 根據(jù)課本P79表（5-6）△P1=0.11KW 根據(jù)課本P81表（5-7）Kα=0.96 根據(jù)課本P81表（5-8）KL=0.96 由課本P83式（5-12）得 Z=PC/P’=PC/(P1+△P1)KαKL =3.9/(0.95+0.11) 0.960.96 =3.99 6．計算軸上壓力 由課本P70表5-1查得q=0.1kg/m，由式（5-18）單根V帶的初拉力： F0

15、=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2 =[5003.9/45.03(2.5/0.96-1)+0.15.032]N =158.01N 則作用在軸承的壓力FQ，由課本P87式（5-19） FQ=2ZF0sinα1/2=24158.01sin167.6/2 =1256.7N （二）齒輪傳動的設計計算 1．選擇齒輪材料及精度等級 考慮減速器傳遞功率不在，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40Cr調(diào)質(zhì)，齒面硬度為240~260HBS。大齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)，齒面硬度220HBS；根據(jù)課本P139表6-12選7級精度。齒面精糙度Ra≤1.6~3.2μm 2．按

16、齒面接觸疲勞強度設計 由d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 ，由式（6-15） 確定有關參數(shù)如下：傳動比i齒=6取小齒輪齒數(shù)Z1=20。則大齒輪齒數(shù)： Z2=iZ1=620=120，實際傳動比I0=120/2=60，傳動比誤差：i-i0/I=6-6/6=0%<2.5% 可用齒數(shù)比：u=i0=6，由課本P138表6-10取φd=0.9 3．轉(zhuǎn)矩T1 T1=9.55106P/n1=9.551062.4/458.2 =50021.8Nmm 4．載荷系數(shù)k 由課本P128表6-7取k=1 5．許用接觸應力[σH] [σH]= σHlimZNT/S

17、H由課本P134圖6-33查得： σHlimZ1=570Mpa σHlimZ2=350Mpa 由課本P133式6-52計算應力循環(huán)次數(shù)NL NL1=60n1rth=60458.21(163658) =1.28109 NL2=NL1/i=1.28109/6=2.14108 由課本P135圖6-34查得接觸疲勞的壽命系數(shù)： ZNT1=0.92 ZNT2=0.98 通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數(shù)SH=1.0 [σH]1=σHlim1ZNT1/SH=5700.92/1.0Mpa =524.4Mpa [σH]2=σHlim2ZNT2/SH=3500.9

18、8/1.0Mpa =343Mpa 故得： d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 =76.43[150021.8(6+1)/0.963432]1/3mm =48.97mm 模數(shù)：m=d1/Z1=48.97/20=2.45mm 根據(jù)課本P107表6-1取標準模數(shù)：m=2.5mm 6．校核齒根彎曲疲勞強度 根據(jù)課本P132（6-48）式σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH]確定有關參數(shù)和系數(shù) 分度圓直徑：d1=mZ1=2.520mm=50mm，d2=mZ2=2.5120mm=300mm 齒寬：b=φdd1=0.950mm=45mm，取b=4

19、5mm b1=50mm 7．齒形系數(shù)YFa和應力修正系數(shù)YSa 根據(jù)齒數(shù)Z1=20,Z2=120由表6-9相得 YFa1=2.80 YSa1=1.55 YFa2=2.14 YSa2=1.83 8．許用彎曲應力[σF] 根據(jù)課本P136（6-53）式： [σF]= σFlim YSTYNT/SF 由課本圖6-35C查得： σFlim1=290Mpa σFlim2 =210Mpa 由圖6-36查得：YNT1=0.88 YNT2=0.9 試驗齒輪的應力修正系數(shù)YST=2 按一般可靠度選取安全系數(shù)SF=1.25 計算兩輪的許用彎曲應力

20、 [σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=29020.88/1.25Mpa =408.32Mpa [σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =21020.9/1.25Mpa =302.4Mpa 將求得的各參數(shù)代入式（6-49） σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1 =(2150021.8/452.5220) 2.801.55Mpa =77.2Mpa< [σF]1 σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1 =(2150021.8/452.52120) 2.141.83Mpa =11.6Mpa< [σF]2 故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠 9．

21、計算齒輪傳動的中心矩a a=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(20+120)=175mm 10．計算齒輪的圓周速度V V=πd1n1/601000=3.1450458.2/601000 =1.2m/s 六、軸的設計計算 輸入軸的設計計算 （一）按扭矩初算軸徑 選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217~255HBS，根據(jù)課本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=115，d≥115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm，考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則 d=19.7(1+5%)mm=20.69 ∴選d=22mm （二）軸的結(jié)構設計 1．軸上零件的定位，固定和裝配

22、 單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則采用過渡配合固定 2．確定軸各段直徑和長度 工段：d1=22mm 長度取L1=50mm ∵h=2c c=1.5mm II段:d2=d1+2h=22+221.5=28mm ∴d2=28mm 初選用7206c型角接觸球軸承，其內(nèi)徑為30mm,寬度為16mm. 考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面和箱體內(nèi)壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，

23、取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長： L2=（2+20+16+55）=93mm III段直徑d3=35mm L3=L1-L=50-2=48mm Ⅳ段直徑d4=45mm 由手冊得：c=1.5 h=2c=21.5=3mm d4=d3+2h=35+23=41mm 長度與右面的套筒相同，即L4=20mm 但此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便于軸承的拆卸，應按標準查取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應取：（30+32）=36mm，因此將Ⅳ段設計成階梯形，左段直徑為36mm Ⅴ段直徑d5=30mm. 長度L5=19mm。由上述軸各段長度可算得軸支

24、承跨距L=100mm 3．按彎矩復合強度計算 (1)求分度圓直徑：已知d1=50mm (2)求轉(zhuǎn)矩：已知T2=50021.8Nmm (3)求圓周力：Ft 根據(jù)課本P127（6-34）式得 Ft=2T2/d2=50021.8/50=1000.436N (4)求徑向力Fr 根據(jù)課本P127（6-35）式得 Fr=Fttanα=1000.436tan200=364.1N (5)因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=50mma 軸承支反力： FAY=FBY=Fr/2=182.05N FAZ=FBZ=Ft/2=500.2N 由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩

25、為 MC1=FAyL/2=182.0550=9.1Nm 截面C在水平面上彎矩為： MC2=FAZL/2=500.250=25Nm MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6Nm 轉(zhuǎn)矩：T=9.55（P2/n2）106=48Nm 轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的扭剪文治武功力按脈動循環(huán)變化，取α=1，截面C處的當量彎矩： Mec=[MC2+(αT)2]1/2 =[26.62+(148)2]1/2=54.88Nm G.校核危險截面C的強度 由式（6-3） σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1413 =14.5MPa< [σ-1]b=60MPa ∴該軸強度足

26、夠。 輸出軸的設計計算 (一)按扭矩初算軸徑 選用45#調(diào)質(zhì)鋼，硬度（217~255HBS），根據(jù)課本P235頁式（10-2），表（10-2）取c=115，d≥c(P3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=35.08mm，取d=35mm （二）軸的結(jié)構設計 1．軸的零件定位，固定和裝配 單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。 2．確定軸的各段

27、直徑和長度 初選7207c型角接球軸承，其內(nèi)徑為35mm，寬度為17mm?？紤]齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面與箱體內(nèi)壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長41mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。 3．按彎扭復合強度計算 （1） 求分度圓直徑：已知d2=300mm （2）求轉(zhuǎn)矩：已知T3=271Nm （3）求圓周力Ft：根據(jù)課本P127（6-34）式得 Ft=2T3/d2=2271103/300=1806.7N （4）求徑向力Fr根據(jù)課本P127（6-35）式得 Fr=Fttanα=1806.70.36379=657.2N （5）∵兩軸承對稱 ∴LA=LB=49

28、mm (6)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ FAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6N FAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N 4．由兩邊對稱，書籍截C的彎矩也對稱 截面C在垂直面彎矩為 MC1=FAYL/2=328.649=16.1Nm 5．截面C在水平面彎矩為 MC2=FAZL/2=903.3549=44.26Nm 6．計算合成彎矩 MC=（MC12+MC22）1/2 =（16.12+44.262）1/2 =47.1Nm 7．計算當量彎矩：根據(jù)課本P235得α=1 Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[47

29、.12+(1271)2]1/2 =275.06Nm 8．校核危險截面C的強度 由式（10-3） σe=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1453) =1.36Mpa<[σ-1]b=60Mpa ∴此軸強度足夠 七、滾動軸承的選擇及校核計算 根據(jù)根據(jù)條件，軸承預計壽命 163658=48720小時 （一）．計算輸入軸承 1．已知nⅡ=458.2r/min，兩軸承徑向反力：FR1=FR2=500.2N，初先兩軸承為角接觸球軸承7206AC型，根據(jù)課本P265（11-12）得軸承內(nèi)部軸向力，F(xiàn)S=0.63FR，F(xiàn)S1=FS2=0.63FR1=315.1N 2． ∵

30、FS1+Fa=FS2 Fa=0 故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端 FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N 3．求系數(shù)x、y FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63 FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63 根據(jù)課本P263表（11-8）得e=0.68 FA1/FR1

31、1-6）式得 P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5(1500.2+0)=750.3N P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5(1500.2+0)=750.3N 5．軸承壽命計算 ∵P1=P2 故取P=750.3N ∵角接觸球軸承ε=3 根據(jù)手冊得7206AC型的Cr=23000N 由課本P264（11-10c）式得 LH=16670/n(ftCr/P)ε =16670/458.2(123000/750.3)3 =1047500h>48720h ∴預期壽命足夠 （二）、計算輸出軸承 1．已知nⅢ=76.4r/min Fa=0 FR=FAZ=9

32、03.35N，試選7207AC型角接觸球軸承，根據(jù)課本P265表（11-12）得FS=0.063FR,則 FS1=FS2=0.63FR=0.63903.35=569.1N 2．計算軸向載荷FA1、FA2 ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 ∴任意用一端為壓緊端，1為壓緊端，2為放松端 兩軸承軸向載荷：FA1=FA2=FS1=569.1N 3．求系數(shù)x、y FA1/FR1=569.1/903.35=0.63 FA2/FR2=569.1/930.35=0.63 根據(jù)課本P263表（11-8）得：e=0.68 ∵FA1/F

33、R1

34、課本P264 （11-10c）式得 Lh=16670/n(ftCr/P) ε =16670/76.4(130500/1355)3 =2488378.6h>48720h ∴此軸承合格 八、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 軸徑d1=22mm,L1=50mm 查手冊得，選用C型平鍵，得： 鍵A 87 GB1096-79 l=L1-b=50-8=42mm T2=48Nm h=7mm 根據(jù)課本P243（10-5）式得 σp=4T2/dhl=448000/22742 =29.68Mpa<[σR](110Mpa) （二）輸入軸與齒輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接 軸徑d3=35mm

35、 L3=48mm T=271Nm 查手冊P51 選A型平鍵 鍵108 GB1096-79 l=L3-b=48-10=38mm h=8mm σp=4T/dhl=4271000/35838 =101.87Mpa<[σp](110Mpa) （三）輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接 軸徑d2=51mm L2=50mm T=61.5Nm 查手冊P51 選用A型平鍵 鍵1610 GB1096-79 l=L2-b=50-16=34mm h=10mm 據(jù)課本P243式（10-5）得 σp=4T/dhl=46100/511034=60.3Mpa<[σp]

36、 謝辭 在這三年，是我感覺自己迄今為止的人生中最為充實，所獲最豐的一個階段，在這段時間里，我學到了知識，遇到了好老師和好同學，交到了好朋友，這些，都是足以使我一生受用的寶貴財富。在這段人生經(jīng)歷即將告一段落之際，我要向我的親人、老師、同學、同事和朋友們表示衷心的感謝我要，感謝我的父母。他們的支持和鼓勵，使我始終沒有喪失不斷學習、不斷提高的斗志；他們對我生活無微不至的照顧，使我可以在繁忙的工作之余，還有精力來進行學習。我要真誠地感謝我的導師。我的論文得到了老師悉心的指導和細致的指點；老師不斷提出寶貴的修改意見，還無私地提供了不少相關的研究資料，對我得以順利完成論文給予了莫大的幫助。此

37、外，我還要感謝在這三年中我有幸聆聽教導，并給我?guī)砩羁逃∠蟮睦蠋焸?，一并致以深切的感謝。式傳送機減速器的高級齒輪傳動設計綜合運用了機械設計基礎，工程力學，機械制圖，AutoCAD等多門課程，在設計課題的過程中，鍛煉了統(tǒng)籌綜合的能力。認識到做課題必須嚴謹求實。進一步鍛煉了自己的邏輯能力。非常感謝課題組老師們無私的幫助，該課題設計的每一章節(jié)都融含了老師們的智慧與汗水，在此向課題組的所有老師們表示衷心的感謝！也希望我們的學校能夠越辦越好！ 參考文獻 【1】 吳宗澤，劉瑩主編.機械設計教程.北京：機械工業(yè)出版社，2003. 【2】 吳宗澤，黃純

38、穎主編.機械設計習題集.北京：高等教育出版社，2002. 【3】 濮良貴，紀明剛主編.機械設計（第七版）北京：高等教育出版社，2001. 【4】 黃純穎，于小紅，高志等主編.機械創(chuàng)新設計.北京：高等教育出版社，2000. 【5】 鐘毅芳，吳昌林，唐曾寶主編.機械設計.武漢：華中理工大學出版社，1999. 【6】 范欽珊,工程力學. 高等教育出版社，1999. 【7】 西南交大應用力學與工程系,工程力學. 高等教育出版社，2004. 【8】 王志偉 ,理論力學.機械工業(yè)出版社, 2006. 【9】 劉延柱 ,楊海興 ,理論力學. 高等教育出版社SPAN lang=EN-US>1991. 【10】 朱照宣 ,周起釗 ,殷金全 .理論力學,北京大學出版社，1982 . 【11】 范欽珊 ,殷雅俊 ,材料力學.北京：清華大學出版社， 2004.9 . 【12】 戴葆青 ,材料力學教程. 北京：北京航空航天大學出版社， 2004.9 . 【13】 宋子康 ,蔡文宏 ,材料力學.(第二版)上海：同濟大學出版社， 2002.1. 【14】李久立,機械制造技術基礎．濟南：濟南出版社， 1998 ． 【15】 馮之敬,機械制造工程原理．北京：清華大學出版社， 1999 ． 21